JP3043765B2 - Control device for continuously variable transmission - Google Patents
Control device for continuously variable transmissionInfo
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Description
【発明の詳細な説明】 「産業上の利用分野」 本発明は無段変速機の制御装置に関するものである。The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission.
「従来の技術」 無段変速機においては、エンジンからの入力トルク
は、直接にあるいはトルクコンバータを介して、プライ
マリプーリに伝達され、該プライマリプーリの出力は、
ベルトを介してセカンダリプーリに伝達されるようにな
っており、プライマリプーリに対するセカンダリプーリ
のプーリ比を変更することにより、変速比が制御され
る。両プーリのプーリ比を変更するために、プライマリ
プーリのプライマリ室あるいはセカンダリプーリのセカ
ンダリ室の一方の室へのライン圧の供給、排出を変速比
制御手段により制御しており、このような無段変速機の
油圧制御装置は、例えば、特開昭62−4645号に示されて
いる。BACKGROUND ART In a continuously variable transmission, an input torque from an engine is transmitted to a primary pulley directly or via a torque converter, and an output of the primary pulley is
The transmission is transmitted to the secondary pulley via the belt, and the gear ratio is controlled by changing the pulley ratio of the secondary pulley to the primary pulley. In order to change the pulley ratio of both pulleys, the supply and discharge of the line pressure to one of the primary chamber of the primary pulley or the secondary chamber of the secondary pulley is controlled by the speed ratio control means. A hydraulic control device for a transmission is disclosed, for example, in JP-A-62-4645.
上記公報の装置においては、ポンプ油圧は、ライン圧
制御弁により調圧されてライン圧とされ、該ライン圧
は、変速比制御弁により、無段変速機のプライマリプー
リのプライマリ室に供給されたり、あるいは、該プライ
マリ室から排出されたりする。また、制御ユニットにお
いては、変速比、エンジントルクから目標ライン圧が算
出され、この目標ライン圧に応じたデューティ比の信号
は、ライン圧制御用ソレノイド弁に供給され、該ライン
圧制御用ソレノイド弁は、該信号に基づいてデューティ
圧を生成する。このデューティ圧は、前記ライン圧制御
弁に作用し、該デューティ圧により、ライン圧制御弁か
らのライン圧は、適切に制御されることとなる。In the device disclosed in the above publication, the pump oil pressure is adjusted to a line pressure by a line pressure control valve, and the line pressure is supplied to a primary chamber of a primary pulley of a continuously variable transmission by a speed ratio control valve. Alternatively, it is discharged from the primary chamber. In the control unit, a target line pressure is calculated from the gear ratio and the engine torque, and a signal of a duty ratio according to the target line pressure is supplied to a line pressure control solenoid valve. Generates a duty pressure based on the signal. This duty pressure acts on the line pressure control valve, and the line pressure from the line pressure control valve is appropriately controlled by the duty pressure.
「発明が解決しようとする課題」 従来の無段変速機の制御装置において、変速比制御弁
は、変速比制御用ソレノイド弁により制御される。すな
わち、変速比制御弁のパイロット室には、変速比制御用
ソレノイド弁により、パイロット圧が供給、排出され、
該パイロット圧により、変速比制御弁が作動し、無段変
速機のプライマリプーリのプライマリ室にライン圧が供
給されて高レシオ（高変速比）にシフトアップがなさ
れ、あるいはプライマリ室からライン圧が排出されて低
レシオ（低変速比）にシフトダウンがなされる。[Problems to be Solved by the Invention] In a conventional control device for a continuously variable transmission, the speed ratio control valve is controlled by a speed ratio control solenoid valve. That is, the pilot pressure is supplied and discharged to the pilot chamber of the gear ratio control valve by the gear ratio control solenoid valve.
The gear ratio control valve is actuated by the pilot pressure, and the line pressure is supplied to the primary chamber of the primary pulley of the continuously variable transmission to shift up to a high ratio (high gear ratio), or the line pressure is increased from the primary chamber. The exhaust gas is shifted down to a low ratio (low gear ratio).
上述のように、低レシオにシフトダウンするときに
は、変速比制御用ソレノイド弁は、そのデューティ比が
100％にされて、変速比制御弁のパイロット室からパイ
ロット圧が排出され、これにより、変速比制御弁が作動
してプライマリ室からライン圧が排出され、シフトダウ
ンがなされる。このように、低レシオでは、ソレノイド
弁は、そのデューティ比が100％である。As described above, when downshifting to a low ratio, the gear ratio control solenoid valve has a duty ratio
The pilot pressure is discharged from the pilot chamber of the transmission ratio control valve to 100%, whereby the transmission ratio control valve is operated to discharge the line pressure from the primary chamber, thereby downshifting. Thus, at low ratios, the duty ratio of the solenoid valve is 100%.
従って、この低レシオの状態から高レシオにシフトア
ップする際には、変速比制御用ソレノイド弁のデューテ
ィ比を100％から０％の方向に変化させる必要がある。
ここで、変速比制御用ソレノイド弁のデューティ比を10
0％から０％の方向に変化させる場合に、変速比制御弁
からプライマリ室には、すぐにライン圧が供給されるわ
けではなく、すなわち、変速比制御用ソレノイド弁の変
化の途中までは、変速比制御弁は、ライン圧排出状態で
あり、変速比制御弁からプライマリ室にライン圧が供給
されず、シフトアップがなされない。このように、変速
比制御用ソレノイド弁のデューティ比の変化の途中まで
は、シフトアップがなされないので、変速に要する時間
が長くなるという問題がある。Therefore, when shifting up from this low ratio state to a high ratio, it is necessary to change the duty ratio of the gear ratio control solenoid valve from 100% to 0%.
Here, the duty ratio of the gear ratio control solenoid valve is set to 10
When changing from 0% to 0%, the line pressure is not immediately supplied from the speed ratio control valve to the primary chamber, that is, until the speed ratio control solenoid valve changes halfway through the change. The speed ratio control valve is in a line pressure discharge state, in which no line pressure is supplied from the speed ratio control valve to the primary chamber, and no upshift is performed. As described above, since the upshift is not performed until the duty ratio of the gear ratio control solenoid valve is changed, the time required for the gear shift is increased.
本発明の目的は、低レシオからのシフトアップ時の応
答性を向上させることができる無段変速機の制御装置を
提供することにある。An object of the present invention is to provide a control device for a continuously variable transmission that can improve the responsiveness at the time of upshifting from a low ratio.
「課題を解決するための手段」 本発明においては、入力トルクが伝達されるプライマ
リプーリと、該プライマリプーリの出力が所定の変速比
で伝達されるセカンダリプーリと、を有する無段変速機
と、該無段変速機のプライマリプーリ及びセカンダリプ
ーリの一方のプーリへのライン圧の供給、排出を制御す
るデューティ比可変式の電磁ソレノイドを有し、前記無
段変速機の変速比を制御する変速比制御手段と、を備え
た無段変速機の制御装置であって、 前記無段変速機の最低変速比を検出する低変速比検出手
段が設けられ、 前記変速比制御手段は、該低変速比検出手段による前記
最低変速比の検出時に、前記一方のプーリが変速開始直
前の臨界状態となるように前記デューティ比を設定する
ことを特徴とする。In the present invention, a continuously variable transmission having a primary pulley to which input torque is transmitted, and a secondary pulley to which an output of the primary pulley is transmitted at a predetermined speed ratio, A variable duty ratio electromagnetic solenoid for controlling supply and discharge of line pressure to one of a primary pulley and a secondary pulley of the continuously variable transmission; and a gear ratio for controlling a gear ratio of the continuously variable transmission. Control means for controlling the continuously variable transmission, comprising: low speed ratio detecting means for detecting a minimum speed ratio of the continuously variable transmission; and When the minimum speed ratio is detected by the detecting means, the duty ratio is set so that the one pulley is in a critical state immediately before the start of the speed change.
「作 用」 本発明においては、低変速比検出手段により低変速比
が検出されたときには、変速比制御手段は、シフトアッ
プに備えて、一方のプーリにライン圧を供給する直前の
臨界状態に設定される。それゆえ、シフトアップ時に
は、変速比制御手段は、ライン圧を供給する直前の臨界
状態から作動することになるので、該変速比制御手段を
介して、ライン圧は、すぐに一方のプーリに供給され、
従って、低レシオからのシフトアップ時の応答性を向上
させることができる。In the present invention, when the low gear ratio is detected by the low gear ratio detecting means, the gear ratio control means returns to the critical state immediately before supplying the line pressure to one of the pulleys in preparation for an upshift. Is set. Therefore, at the time of upshifting, the gear ratio control means operates from the critical state immediately before the line pressure is supplied, and the line pressure is immediately supplied to one pulley via the gear ratio control means. And
Therefore, responsiveness at the time of upshifting from a low ratio can be improved.
「実施例」 以下、本発明の実施例による制御装置を添付図面を参
照して説明する。Hereinafter, a control device according to an embodiment of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
まず、第１図には、無段変速機Ｚの全体構成がスケル
トンにて示され、また、第２図には、第１図に示された
無段変速機Ｚの油圧回路Ｑが示されている。ここでは、
先に、第１図を参照して無段変速機Ｚの全体構成を説明
し、しかる後において、第２図を参照して油圧回路Ｑの
構成を説明する。First, FIG. 1 shows the entire configuration of the continuously variable transmission Z by a skeleton, and FIG. 2 shows a hydraulic circuit Q of the continuously variable transmission Z shown in FIG. ing. here,
First, the overall configuration of the continuously variable transmission Z will be described with reference to FIG. 1, and thereafter, the configuration of the hydraulic circuit Q will be described with reference to FIG.
無段変速機Ｚの全体構成 無段変速機Ｚは、前輪駆動車用の無段変速機であっ
て、エンジンＡと、該エンジンＡの出力軸１に連結され
たトルクコンバータＢと、前後進切換機構Ｃと、ベルト
伝動機構Ｄと、減速機構Ｅと、差動機構Ｆと、を備えて
いる。Overall Configuration of Continuously Variable Transmission Z A continuously variable transmission Z is a continuously variable transmission for a front wheel drive vehicle, and includes an engine A, a torque converter B connected to an output shaft 1 of the engine A, A switching mechanism C, a belt transmission mechanism D, a speed reduction mechanism E, and a differential mechanism F are provided.
トルクコンバータＢは、エンジン出力軸１に結合され
たポンプカバー７の一側部に固定されており該エンジン
出力軸１と一体的に回転するポンプインペラ３と、該ポ
ンプインペラ３と対向するようになっておりポンプカバ
ー７の内側に形成されたコンバータ室7a内に回転自在に
設けられたタービンランナ４と、前記ポンプインペラ３
及びタービンランナ４の間に介設されトルク増大作用を
行うステータ５と、を有している。また、タービンラン
ナ４は、タービン軸２を介して、後述する前後進切換機
構Ｃの入力メンバであるキャリア15に連結され、また、
ステータ５は、ワンウェイクラッチ８及ステータ軸９を
介して、ミッションケース19に連結されている。The torque converter B is fixed to one side of a pump cover 7 coupled to the engine output shaft 1, and the pump impeller 3 rotates integrally with the engine output shaft 1, and is opposed to the pump impeller 3. A turbine runner 4 rotatably provided in a converter chamber 7a formed inside the pump cover 7;
And a stator 5 that is interposed between the turbine runner 4 and performs a torque increasing action. The turbine runner 4 is connected via a turbine shaft 2 to a carrier 15 which is an input member of a forward / reverse switching mechanism C described later.
The stator 5 is connected to a transmission case 19 via a one-way clutch 8 and a stator shaft 9.
更に、タービンランナ４とポンプカバー７との間に
は、ロックアップピストン６が配置されている。このロ
ックアップピストン６は、タービン軸２にスライド可能
に取り付けられており、ロックアップ室10内への油圧の
導入あるいは排出により、ポンプカバー７と接触して該
ポンプカバー７と一体化されるロックアップ状態と、ポ
ンプカバー７から離間するコンバータ状態と、を選択的
に実現するようになされている。そして、ロックアップ
状態においては、エンジン出力軸１とタービン軸２とが
流体を介することなく直結され、一方、コンバータ状態
においては、エンジントルクは、エンジン出力軸１から
流体を介して、タービン軸２に伝達される。Further, a lock-up piston 6 is arranged between the turbine runner 4 and the pump cover 7. The lock-up piston 6 is slidably attached to the turbine shaft 2, and is brought into contact with the pump cover 7 and integrated with the pump cover 7 by introducing or discharging hydraulic pressure into the lock-up chamber 10. An up state and a converter state separated from the pump cover 7 are selectively realized. In the lock-up state, the engine output shaft 1 and the turbine shaft 2 are directly connected without passing through the fluid. On the other hand, in the converter state, the engine torque is transmitted from the engine output shaft 1 via the fluid to the turbine shaft 2. Is transmitted to
前後進切換機構Ｃは、トルクコンバータＢのタービン
軸２の回転をそのまま後述するベルト伝動機構Ｄ側に伝
達する前進状態と、トルクコンバータＢのタービン軸２
の回転をベルト伝動機構Ｄに逆転状態で伝達する後進状
態と、を選択的に設定するものであり、この前後進切換
機構Ｃは、ダブルピニオン式のプラネタリギヤユニット
で構成されている。すなわち、タービン軸２にスプライ
ン結合されたキャリア15には、サンギヤ12に噛合する第
１ピニオンギヤ13と、リングギヤ11に噛合する第２ピニ
オンギオ14と、が取り付けられ、該両ピニオンギヤ13、
14は、噛合している。なお、サンギヤ12は、後述するベ
ルト伝動機構Ｄのプライマリ軸22に対してスラライン結
合されている。The forward / reverse switching mechanism C is configured to transmit the rotation of the turbine shaft 2 of the torque converter B as it is to a belt transmission mechanism D described later,
And a reverse state, in which the rotation of the motor is transmitted to the belt transmission mechanism D in a reverse rotation state. The forward / reverse switching mechanism C is constituted by a double pinion type planetary gear unit. That is, a first pinion gear 13 meshing with the sun gear 12 and a second pinion gear 14 meshing with the ring gear 11 are attached to the carrier 15 spline-coupled to the turbine shaft 2.
14 are meshed. The sun gear 12 is connected to a primary shaft 22 of a belt transmission mechanism D, which will be described later, by a slide line.
更に、リングギヤ11とキャリア15との間には、この両
者を断接するクラッチ16が設けられ、また、リングギヤ
11とミッションケース19との間には、リングギヤ11をミ
ッションケース19に対して選択的に固定するためのブレ
ーキ17が設けられている。Further, a clutch 16 for connecting and disconnecting the ring gear 11 and the carrier 15 is provided between the ring gear 11 and the carrier 15.
A brake 17 for selectively fixing the ring gear 11 to the transmission case 19 is provided between the transmission case 11 and the transmission case 19.
従って、クラッチ16を締結してブレーキ17を開放した
状態においては、リングギヤ11とキャリア15とが一体化
されるとともに、リングギヤ11がミッションケース19に
対して相対回転可能とされるため、タービン軸２の回転
により、リングギヤ11が回転すると、ピニオンギヤ14、
13を介して、プライマリ軸22のサンギヤ12が回転させら
れる。このとき、プライマリ軸22の回転方向は、タービ
ン軸２の回転方向と同一である（前進状態）。Therefore, when the clutch 16 is engaged and the brake 17 is released, the ring gear 11 and the carrier 15 are integrated, and the ring gear 11 is rotatable relative to the transmission case 19, so that the turbine shaft 2 When the ring gear 11 rotates due to the rotation of the pinion gear 14,
Via 13, the sun gear 12 of the primary shaft 22 is rotated. At this time, the rotation direction of the primary shaft 22 is the same as the rotation direction of the turbine shaft 2 (forward state).
これに対して、クラッチ16を開放してブレーキ17を締
結した状態においては、リングギヤ11がミッションケー
ス19側に固定されるとともに、リングギヤ11とキャリア
15とが相対回転可能となるため、タービン軸２の回転に
より、キャリア15が回転すると、ピニオンギヤ14、13を
介して、プライマリ軸22のサンギヤ12が回転させられ
る。このとき、プライマリ軸22の回転方向は、タービン
軸２の回転方向と逆である（後進状態）。On the other hand, when the clutch 16 is released and the brake 17 is engaged, the ring gear 11 is fixed to the transmission case 19 side, and the ring gear 11 and the carrier
Since the carrier 15 can rotate relatively, the sun gear 12 of the primary shaft 22 is rotated via the pinion gears 14 and 13 when the carrier 15 is rotated by the rotation of the turbine shaft 2. At this time, the rotation direction of the primary shaft 22 is opposite to the rotation direction of the turbine shaft 2 (reverse state).
このように、前後進切換機構Ｃにおいては、クラッチ
16とブレーキ17との選択作動により、前後進の切換が実
行されるものである。As described above, in the forward / reverse switching mechanism C, the clutch
The forward / backward switching is executed by the selection operation of the brake 16 and the brake 17.
〔ベルト伝動機構Ｄ〕 ベルト伝動機構Ｄは、上述した前後進切換機構Ｃの後
方側に同軸状に配置されたプライマリプーリ21と、該プ
ライマリプーリ21に対して平行に離間配置されたセカン
ダリプーリ31と、前記両プーリ21、31間に張設されたベ
ルト20と、から構成されている。[Belt Transmission Mechanism D] The belt transmission mechanism D includes a primary pulley 21 disposed coaxially behind the above-described forward / reverse switching mechanism C, and a secondary pulley 31 disposed parallel to and separated from the primary pulley 21. And a belt 20 stretched between the pulleys 21 and 31.
まず、プライマリプーリ21は、プライマリ軸22上に一
体的に設けられ所定径を有する固定円錐板23と、プライ
マリ軸22に対してその軸方向に移動可能に設けられ所定
径を有する可動円錐板23と、から構成されている。そし
て、固定円錐板23の円錐状摩擦面及び可動円錐板24の円
錐状摩擦面により、略Ｖ字状断面を有するベルト受溝21
aが構成されている。First, the primary pulley 21 includes a fixed conical plate 23 integrally provided on the primary shaft 22 and having a predetermined diameter, and a movable conical plate 23 having a predetermined diameter and provided movably in the axial direction with respect to the primary shaft 22. And is composed of The conical friction surface of the fixed conical plate 23 and the conical friction surface of the movable conical plate 24 form a belt receiving groove 21 having a substantially V-shaped cross section.
a is composed.
また、可動円錐板24の内側面24a側には、円筒状のシ
リンダ25が同軸状に固定されている。更に、シリンダ25
の内面側には、プライマリ軸22に固定されたピストン26
が油密的に嵌挿されており、該ピストン26と前述したシ
リンダ25と可動円錐板24との三者により、プライマリ室
27が構成されている。なお、プライマリ室27には、後述
する油圧回路Ｑから作動油が導入される。A cylindrical cylinder 25 is coaxially fixed to the inner side surface 24a of the movable conical plate 24. In addition, cylinder 25
The piston 26 fixed to the primary shaft 22 is
Are inserted in an oil-tight manner, and the piston 26, the above-described cylinder 25, and the movable conical plate 24 form a primary chamber.
27 are configured. In addition, hydraulic oil is introduced into the primary chamber 27 from a hydraulic circuit Q described later.
そして、プライマリプーリ21において、プライマリ室
27に導入される作動油により、可動円錐板24が軸方向に
移動させられ、該可動円錐板24と固定円錐板23との間隔
が増減させられると、ベルト20に対するプライマリプー
リ21の有効径が調整されるようになっている。Then, in the primary pulley 21, the primary chamber
When the movable conical plate 24 is moved in the axial direction by the hydraulic oil introduced into 27, and the distance between the movable conical plate 24 and the fixed conical plate 23 is increased or decreased, the effective diameter of the primary pulley 21 with respect to the belt 20 is reduced. It is being adjusted.
次に、セカンダリプーリ31は、基本的には、上述した
プライマリプーリ21と同様の構成を有するものであり、
プライマリ軸22に対して離間して平行に配置されたセカ
ンダリ軸32上に一体的に設けられた固定円錐板33と、セ
カンダリ軸32上に移動可能に設けられた可動円錐板34
と、から構成されている。そして、対向する固定円錐板
33の円錐状摩擦面及び可動円錐板34の円錐状摩擦面によ
り、略Ｖ字状断面を有するベルト受溝31aが構成されて
る。Next, the secondary pulley 31 has basically the same configuration as the primary pulley 21 described above.
A fixed conical plate 33 integrally provided on a secondary shaft 32 that is spaced apart and parallel to the primary shaft 22, and a movable conical plate 34 movably provided on the secondary shaft 32
And is composed of And the opposing fixed cone plate
The conical friction surface 33 and the conical friction surface of the movable conical plate 34 constitute a belt receiving groove 31a having a substantially V-shaped cross section.
更に、可動円錐板34の内側面34a側には、円筒状のシ
リンダ35が同軸状に固定されている。また、シリンダ35
の内面側には、セカンダリ軸32に固定されたピストン36
が油密的な嵌挿されており、該ピストン36と前述したシ
リンダ35と可動円錐板34との三者により、セカンダリ室
37が構成されている。なお、セカンダリ室37には、プラ
イマリプーリ21側と同様に、油圧回路Ｑから作動油が導
入される。Further, a cylindrical cylinder 35 is coaxially fixed to the inner surface 34a side of the movable conical plate 34. Also, cylinder 35
The piston 36 fixed to the secondary shaft 32 is
Are oil-tightly fitted, and the piston 36, the above-described cylinder 35, and the movable conical plate 34 form a secondary chamber.
37 are configured. In addition, hydraulic oil is introduced into the secondary chamber 37 from the hydraulic circuit Q, similarly to the primary pulley 21 side.
そして、セカンダリプーリ31においては、プライマリ
プーリ21と同様に、セカンダリ室37に導入される作動油
により、可動円錐板34が固定円錐板33に対して接近させ
られたり離されたりすると、ベルト20に対するセカンダ
リプーリ31の有効径が調整されるようになっている。Then, in the secondary pulley 31, similarly to the primary pulley 21, when the movable conical plate 34 is moved toward or away from the fixed conical plate 33 by hydraulic oil introduced into the secondary chamber 37, the The effective diameter of the secondary pulley 31 is adjusted.
以下、無段変速機Ｚの作動を説明する。 Hereinafter, the operation of the continuously variable transmission Z will be described.
エンジンＡからトルクコンバータＢを介して伝達され
るトルクは、前後進切換機構Ｃにおいて、その回転方向
が前進方向あるいは後進方向に設定された後、ベルト伝
動機構Ｄに伝達される。The torque transmitted from the engine A via the torque converter B is transmitted to the belt transmission mechanism D after the rotation direction is set to the forward direction or the reverse direction in the forward / reverse switching mechanism C.
ベルト伝動機構Ｄにおいて、プライマリプーリ21のプ
ライマリ室27内への作動油の導入あるいは排出により、
プライマリプーリ21の有効径が調整されると、該プライ
マリプーリ21に対してベルト20を介して連結されたセカ
ンダリプーリ31では、プライマリプーリ21に追随した状
態で、セカンダリプーリ31の有効径が調整される。そし
て、プライマリプーリ21の有効径とセカンダリプーリ31
の有効径との比により、プライマリ軸22とセカンダリ軸
32との間の変速比が決定される。In the belt transmission mechanism D, by introducing or discharging hydraulic oil into the primary chamber 27 of the primary pulley 21,
When the effective diameter of the primary pulley 21 is adjusted, in the secondary pulley 31 connected to the primary pulley 21 via the belt 20, the effective diameter of the secondary pulley 31 is adjusted while following the primary pulley 21. You. Then, the effective diameter of the primary pulley 21 and the secondary pulley 31
Primary shaft 22 and secondary shaft
A gear ratio between 32 and is determined.
なお、セカンダリ軸32の回転は、更に、減速機構Ｅに
より減速された後、差動機構Ｆに伝達され、該差動機構
Ｆから前車軸（図示せず）に伝達される。The rotation of the secondary shaft 32 is further transmitted to the differential mechanism F after being decelerated by the reduction mechanism E, and transmitted from the differential mechanism F to the front axle (not shown).
油圧回路Ｑ 次に、第２図に示される油圧回路Ｑは、前述した無段
変速機ＺにおけるトルクコンバータＢのロックアップピ
ストン６と、前後進切換機構Ｃのクラッチ16及びブレー
キ17と、ベルト伝動機構Ｄのプライマリプーリ21及びセ
カンダリプーリ31と、の作動を制御するために設けられ
ており、該油圧回路Ｑは、エンジンＡにより駆動される
オイルポンプ40を備えている。ここで、オイルポンプ40
は、制御要素としてのプライマリ室27、セカンダリ室37
等に供給される共通の制御元圧を提供する圧力源として
規定されている。Hydraulic Circuit Q Next, the hydraulic circuit Q shown in FIG. 2 includes the lock-up piston 6 of the torque converter B in the above-described continuously variable transmission Z, the clutch 16 and the brake 17 of the forward / reverse switching mechanism C, and the belt transmission. The hydraulic circuit Q is provided to control the operation of the primary pulley 21 and the secondary pulley 31 of the mechanism D. The hydraulic circuit Q includes an oil pump 40 driven by the engine A. Where the oil pump 40
Are the primary chamber 27 and the secondary chamber 37 as control elements
Etc. are defined as a pressure source that provides a common control source pressure supplied to the pressure source.
前記オイルポンプ40から吐き出される作動油は、ま
ず、ライン圧調整弁41において所定のライン圧に調整さ
れた後に、ライン101を介してセカンダリプーリ31のセ
カンダリ室37に供給され、また、ライン101から分岐さ
れたライン102を介してプライマリプーリ21のプライマ
リ室27に供給される。The operating oil discharged from the oil pump 40 is first adjusted to a predetermined line pressure by a line pressure adjusting valve 41, and then supplied to a secondary chamber 37 of a secondary pulley 31 via a line 101. It is supplied to the primary chamber 27 of the primary pulley 21 via the branched line 102.
前記ライン圧調整弁41におけるライン圧制御は、その
パイロット室41aに導入されるパイロット圧により行わ
れる。このライン圧調整弁41は、スプール41bと、該ス
プール41bを付勢するスプリング41cと、を備えるととも
に、オイルポンプ40からの吐出油が導かれる調圧ポート
41dと、オイルポンプ40のサクション側に連通するドレ
インポート41eと、を備えている。前記パイロット室41a
には、ライン102から分岐した後レデューシング弁42に
より所定圧に減圧された作動油が、パイロット圧とし
て、ライン103を介して導入される。そして、このライ
ン圧調整弁41においては、スプール41bは、その一方の
端部にかかるライン101内の油圧と、他方の端部にかか
るスプリング41cの付勢力及びパイロット室41a内に導入
されるパイロット圧の合力と、の釣り合いに応じてスラ
イドして、ドレインポート41eを調圧ポート41dに連通さ
せあるいは連通遮断させ、これにより、パイロット圧に
応じたライン圧が発生させられるものである。The line pressure control in the line pressure adjusting valve 41 is performed by the pilot pressure introduced into the pilot chamber 41a. The line pressure adjusting valve 41 includes a spool 41b, a spring 41c for urging the spool 41b, and a pressure adjusting port through which oil discharged from the oil pump 40 is guided.
41d, and a drain port 41e communicating with the suction side of the oil pump 40. The pilot room 41a
After that, the operating oil that has been reduced to a predetermined pressure by the reducing valve 42 after branching off from the line 102 is introduced through the line 103 as pilot pressure. In the line pressure adjusting valve 41, the spool 41b is provided with a hydraulic pressure in the line 101 applied to one end thereof, a biasing force of a spring 41c applied to the other end, and a pilot introduced into the pilot chamber 41a. The drain port 41e is slid in accordance with the balance of the resultant force of the pressure and the drain port 41e is communicated with the pressure adjustment port 41d or the communication is interrupted, thereby generating a line pressure corresponding to the pilot pressure.
また、ライン圧を制御するパイロット圧は、ライン10
3に設けられた第１電磁ソレノイド弁51のデューティ比
を電気的に制御することにより調整されるものである。
なお、第１電磁ソレノイド弁51の制御内容に関しては、
後述する。The pilot pressure for controlling the line pressure is
The duty ratio is adjusted by electrically controlling the duty ratio of the first electromagnetic solenoid valve 51 provided in 3.
Regarding the control contents of the first electromagnetic solenoid valve 51,
It will be described later.
また、ライン102には、切換弁44からのパイロット圧
を受けて作動する変速比制御弁43が設けられている。そ
して、無段変速機Ｚの変速比の制御は、この変速比制御
弁43によりプライマリプーリ21のプライマリ室27への作
動油の供給、排出を制御することによって、行われる。
この変速比制御弁43は、スプリング43bにより常時一方
側に押圧付勢されたスプール43aを備えるとともに、ラ
イン102に連通するライン圧導入ポート43cと、ドレイン
ポート43dと、スプール43aに関してスプリング43bと反
対の端面側に形成されたパイロット室43fに開口するパ
イロットポート43eと、スプリング43b側に開口し且つ後
述するシフト弁45を介してライン圧が導入されるリバー
スポート43gと、を有している。The line 102 is provided with a speed ratio control valve 43 that operates by receiving pilot pressure from the switching valve 44. The speed ratio of the continuously variable transmission Z is controlled by controlling the supply and discharge of hydraulic oil to and from the primary chamber 27 of the primary pulley 21 by the speed ratio control valve 43.
The speed ratio control valve 43 includes a spool 43a constantly biased to one side by a spring 43b, and has a line pressure introduction port 43c communicating with the line 102, a drain port 43d, and a spool 43a opposite to the spring 43b. A pilot port 43e opening to a pilot chamber 43f formed on the end face side of the valve, and a reverse port 43g opening to the spring 43b side and receiving a line pressure via a shift valve 45 described later.
そして、前進時（シフト弁45がＤ、２、１の何れかの
シフト位置にあるとき）には、変速比制御弁43のリバー
スポート43gからの作動油は、シフト弁45を介してドレ
インされるので、スプール43aは、パイロット室43fに導
入されるパイロット圧を受けて軸方向にスライド可能な
状態になる。従って、スプール43aによりライン圧導入
ポート43cとドレインポート43dとが選択的にプライマリ
室27に連通せしめられることによって、プライマリ室27
への作動油の給排制御が行われ、これにより、変速比制
御が実行されることになる。When the vehicle is moving forward (when the shift valve 45 is at one of the D, 2, and 1 shift positions), the hydraulic oil from the reverse port 43g of the speed ratio control valve 43 is drained through the shift valve 45. Therefore, the spool 43a is slid in the axial direction by receiving the pilot pressure introduced into the pilot chamber 43f. Therefore, the line pressure introduction port 43c and the drain port 43d are selectively communicated with the primary chamber 27 by the spool 43a, so that the primary chamber 27 is
The supply / discharge control of the hydraulic oil to / from the engine is performed, whereby the gear ratio control is executed.
一方、後進時には、シフト弁45からの作動油は、リバ
ースポート43gから導入されるので、スプール43aは、該
作動油を受けて図中右方向へ一杯に押し付けられた状態
で保持される。従って、パイロット室43fに導入される
パイロット圧のいかんにかかわらず、プライマリ室27と
ドレインポート43dとは、常時連通し、これにより変速
比は、最低変速比の状態で保持される。On the other hand, when the vehicle is moving in reverse, the hydraulic oil from the shift valve 45 is introduced from the reverse port 43g, so that the spool 43a receives the hydraulic oil and is held in a state where it is pressed fully to the right in the drawing. Therefore, regardless of the pilot pressure introduced into the pilot chamber 43f, the primary chamber 27 and the drain port 43d are always in communication, whereby the speed ratio is maintained at the lowest speed ratio.
ここで、変速比制御弁43へのパイロット圧の供給系
は、２系統設けられ、これらを後述する切換弁44により
選択使用するように設定されている。この切換弁44は、
スプール44aと、該スプール44aを一方側へ押圧圧縮する
スプリング44bと、を備えており、切換弁44において、
スプール44aに関してスプリング44bと反対側の端部に開
口させられたパイロットポート44cは、ライン103から分
岐したライン105に接続され、これにより、スプール44a
の一端に、レデューシング弁42で減圧されたパイロット
圧が作用するようにしている。切換弁44の中間部には、
ライン105に連通する第１パイロット圧導入ポート44d
と、ピトー圧発生手段（PI）に連通する第２パイロット
圧導入ポート44eと、変速比制御弁43のパイロットポー
ト43eにライン104を介して連通するパイロット圧供給ポ
ート44fと、が設けられている。Here, two systems for supplying the pilot pressure to the speed ratio control valve 43 are provided, and these systems are set so as to be selectively used by a switching valve 44 described later. This switching valve 44
A spool 44a and a spring 44b for pressing and compressing the spool 44a to one side are provided.
The pilot port 44c, which is opened at the end opposite to the spring 44b with respect to the spool 44a, is connected to a line 105 branched from the line 103, whereby the spool 44a
The pilot pressure reduced by the reducing valve 42 acts on one end of the pilot valve. In the intermediate part of the switching valve 44,
First pilot pressure introduction port 44d communicating with line 105
And a second pilot pressure introduction port 44e communicating with the pitot pressure generating means (PI), and a pilot pressure supply port 44f communicating with the pilot port 43e of the transmission ratio control valve 43 via the line 104. .
そして、第１パイロット圧導入ポート44dに連通する
ライン105には、第２電磁ソレノイド弁52が設けられ、
該第２電磁ソレノイド弁52の作動状態に応じて、第２電
磁ソレノイド弁52により調圧された油圧と、エンジンの
回転速度に対応して発生するピトー圧と、が選択的に変
速比制御弁43のパイロット室43fにパイロット圧として
供給され、これにより、所定の変速比制御が行われるよ
うにしている。なお、第２電磁ソレノイド弁52及び切換
弁44を用いた変速比制御については後述する。A second electromagnetic solenoid valve 52 is provided on a line 105 communicating with the first pilot pressure introduction port 44d,
Depending on the operating state of the second solenoid valve 52, the hydraulic pressure regulated by the second solenoid valve 52 and the pitot pressure generated in response to the engine speed are selectively selected from the gear ratio control valve. The pilot pressure is supplied as pilot pressure to a pilot chamber 43f of 43 so that a predetermined gear ratio control is performed. The gear ratio control using the second electromagnetic solenoid valve 52 and the switching valve 44 will be described later.
なお、前記ライン圧調整弁41により調圧された作動油
は、ライン106を介して切換弁45のポート45aに導入され
る。このポート45aに供給された作動油は、後進変速段
設定時には、ライン107を介して、ブレーキ17のブレー
キ室62に供給され、また、前進変速段設定時には、ライ
ン108を介して、クラッチ16のクラッチ室61に供給さ
れ、これにより、前記前後進切換機構Ｃが後進あるいは
前進作動状態にされる。ライン107とライン108との間に
は、アキュムレータ18が１つ設けられ、該１つのアキュ
ムレータ18により、クラッチ16及びブレーキ17の両方の
締結ショックを効果的に緩和するようになされている。The hydraulic oil adjusted by the line pressure adjusting valve 41 is introduced into the port 45a of the switching valve 45 via the line 106. The hydraulic oil supplied to the port 45a is supplied to the brake chamber 62 of the brake 17 via the line 107 when the reverse gear is set, and is supplied to the clutch 16 via the line 108 when the forward gear is set. This is supplied to the clutch chamber 61, whereby the forward / reverse switching mechanism C is set to the reverse or forward operation state. One accumulator 18 is provided between the line 107 and the line 108, and the one accumulator 18 is configured to effectively reduce the engagement shock of both the clutch 16 and the brake 17.
また、前記ライン圧調整弁41で調圧された作動油は、
クラッチ圧調整弁46で所定のクラッチ圧に調圧された
後、ライン109を介して、ロックアップピストン６のロ
ックアップコントロール弁47に導入される。このロック
アップコントロール弁47に導入された作動油は、該ロッ
クアップコントロール弁47のパイロット圧が第３電磁ソ
レノイド弁53により制御されることによって、ロックア
ップ締結側（LOCK）あるいはロックアップ解除側（UNLO
CK）に選択的に供給される。The hydraulic oil pressure regulated by the line pressure regulating valve 41 is as follows:
After the pressure is adjusted to a predetermined clutch pressure by the clutch pressure adjusting valve 46, the pressure is introduced to the lock-up control valve 47 of the lock-up piston 6 via the line 109. The hydraulic oil introduced into the lock-up control valve 47 is controlled by the pilot pressure of the lock-up control valve 47 by the third electromagnetic solenoid valve 53, so that the lock-up engagement side (LOCK) or the lock-up release side (LOCK) is released. UNLO
CK).
また、第２図において、符号48は、リリーフ弁を示し
ている。In FIG. 2, reference numeral 48 denotes a relief valve.
以上のように構成された油圧回路Ｑにおいて、以下、
変速比制御弁43の制御を説明する。In the hydraulic circuit Q configured as described above,
Control of the speed ratio control valve 43 will be described.
まず、前記第２電磁ソレノイド弁52の制御範囲と切換
弁44の作動との関係について説明する。第２電源ソレノ
イド弁52は、第３図に示されるように、そのデューティ
比が０〜100％に変化し、これに対応して、ライン105内
の油圧（パイロット圧）は、０〜P1までの範囲で変化さ
せられることができる。First, the relationship between the control range of the second electromagnetic solenoid valve 52 and the operation of the switching valve 44 will be described. As shown in FIG. 3, the duty ratio of the second power supply solenoid valve 52 changes from 0 to 100%, and accordingly, the hydraulic pressure (pilot pressure) in the line 105 becomes 0 to P 1 Can be varied in the range up to.
切換弁44は、そのパイロットポート44cに作用する油
圧に応じて、そのスプール44aが軸方向に移動して、第
１パイロット圧導入ポート44dと第２パイロット圧導入
ポート44eとを選択的にパイロット圧供給ポート44fに連
通させるように構成されている。ここで、第１及び第２
パイロット圧導入ポート44d、44eとパイロット圧供給ポ
ート44fとの相対位置は、パイロット圧の大きさ、すな
わち、第２電磁ソレノイド弁52のデューティ比に対応し
て、以下のように設定している。The switching valve 44 moves the spool 44a in the axial direction according to the oil pressure acting on the pilot port 44c, and selectively switches the first pilot pressure introduction port 44d and the second pilot pressure introduction port 44e to the pilot pressure. It is configured to communicate with the supply port 44f. Here, the first and second
The relative positions of the pilot pressure introduction ports 44d and 44e and the pilot pressure supply port 44f are set as follows according to the magnitude of the pilot pressure, that is, the duty ratio of the second solenoid valve 52.
第２電磁ソレノイド弁52のデューティ比がD1〜D2％の
範囲内であるとき、すなわち、パイロット圧がP0〜P2の
範囲内であるときには、スプール44aは、第２図の上段
と下段とにそれぞれ示された位置の中間に位置し、第１
パイロット圧導入ポート44dがパイロット圧供給ポート4
4fに連通し、一方、第２パイロット圧導入ポート44e
は、閉塞状態とされている。When the duty ratio of the second solenoid valve 52 is in the range of D 1 to D 2%, i.e., when the pilot pressure is in the range of P 0 to P 2, the spool 44a is a top of FIG. 2 It is located in the middle between the positions shown in the lower row and the first row, respectively.
Pilot pressure introduction port 44d is pilot pressure supply port 4
4f, while the second pilot pressure introduction port 44e
Are closed.
また、第２電磁ソレノイド弁52のデューティ比がＯ〜
D1％の範囲内、すなわち、パイロット圧がP0〜P1の範囲
内であるときには、第２図の上段に示されるように、ス
プール44aが右方向に一杯に移動し、第１パイロット圧
導入ポート44dが閉塞状態とされ、一方、第２パイロッ
ト圧導入ポート44eがパイロット圧供給ポート44fに連通
するようにされる。このように、第１及び第２パイロッ
ト圧導入ポート44d、44eとパイロット圧供給ポート44f
との相対位置は、第２電磁ソレノイド弁52のデューティ
比、すなわち、ライン105内の油圧に応じて相対的に設
定される。Further, the duty ratio of the second solenoid valve 52 is set to O-
When the pilot pressure is within the range of D 1 %, that is, when the pilot pressure is within the range of P 0 to P 1 , the spool 44a moves fully to the right as shown in the upper part of FIG. The introduction port 44d is closed, while the second pilot pressure introduction port 44e communicates with the pilot pressure supply port 44f. Thus, the first and second pilot pressure introduction ports 44d and 44e and the pilot pressure supply port 44f
Is relatively set in accordance with the duty ratio of the second electromagnetic solenoid valve 52, that is, the hydraulic pressure in the line 105.
なお、第２電磁ソレノイド弁52による変速制御につい
て説明すると、第４図に示されるような予め各シフト位
置毎に車速（すなわちセカンダリプーリ31の回転速度）
及びスロットル開度をパラメータとして設定した目標プ
ライマリプーリ回転数マップに基づいて、現在の運転状
態に対応する目標プライマリプーリ回転数と、実際のプ
ライマリプーリ回転数と、の偏差から、目標とする変速
比を算定し、この変速比を達成すべく、第２電磁ソレノ
イド弁52により切換弁44を介して変速比制御弁43へのパ
イロット圧を調整し、これにより、プライマリ室27への
作動油の給排を制御することにより、変速制御が実行さ
れる。The shift control by the second electromagnetic solenoid valve 52 will be described. The vehicle speed (ie, the rotation speed of the secondary pulley 31) is previously determined for each shift position as shown in FIG.
And a target gear ratio based on a deviation between the target primary pulley rotation speed corresponding to the current operation state and the actual primary pulley rotation speed based on the target primary pulley rotation speed map in which the throttle opening is set as a parameter. In order to achieve this speed ratio, the pilot pressure to the speed ratio control valve 43 is adjusted by the second electromagnetic solenoid valve 52 via the switching valve 44, whereby the supply of the hydraulic oil to the primary chamber 27 is performed. The shift control is executed by controlling the discharge.
次に、第１電磁ソレノイド弁51の制御動作について、
以下に説明する。Next, regarding the control operation of the first electromagnetic solenoid valve 51,
This will be described below.
第１電磁ソレノイド弁51は、第５図に示されるよう
に、弁ハウジング70を備えている。この弁ハウジング70
内には、流路71が形成されており、該流路71の一端は、
ライン103から分岐した分岐ライン72の終端に連通接続
されるとともに、流路71の他端は、リザーバタンク74に
導かれる戻りライン73の始端に連通接続されている。弁
ハウジング70内には、流路71内に突出して該流路71を閉
塞する閉塞位置と、流路71から引き込まれて該流路71を
開放する開放位置と、の間で往復動可動な弁体としての
プランジャ75が配設されている。このプランジャ75は、
コイルスプリング76により、閉塞位置に向けて偏倚する
ように弾性付勢力を受けている。一方、プランジャ75の
中間部分の周囲は、制御ユニット78により通電制御され
る電磁コイル77により、取り囲まれている。そして、電
磁コイル77が通電されることにより、プランジャ75に
は、電磁付勢力が与えられ、コイルスプリング76に抗し
て、プランジャ75は、開放位置に移動させられる。The first solenoid valve 51 includes a valve housing 70 as shown in FIG. This valve housing 70
Inside, a flow path 71 is formed, one end of the flow path 71,
The other end of the flow path 71 is connected to the beginning of a return line 73 guided to the reservoir tank 74, while being connected to the end of a branch line 72 branched from the line 103. The valve housing 70 is reciprocally movable between a closed position that protrudes into the flow path 71 and closes the flow path 71 and an open position that is drawn from the flow path 71 and opens the flow path 71. A plunger 75 as a valve body is provided. This plunger 75 is
An elastic biasing force is applied by the coil spring 76 so as to be biased toward the closed position. On the other hand, the periphery of the intermediate portion of the plunger 75 is surrounded by an electromagnetic coil 77 that is energized and controlled by the control unit 78. When the electromagnetic coil 77 is energized, an electromagnetic urging force is applied to the plunger 75, and the plunger 75 is moved to the open position against the coil spring.
なお、以上のように構成される電磁ソレノイド弁51に
おいて、デューティ比は、１サイクルの時間（TCYCLE）
当たりの、通電時間（TON）の比率（TON/TCYCLE）から
定義されるものである。In the electromagnetic solenoid valve 51 configured as described above, the duty ratio is one cycle time (T CYCLE ).
It is defined from the ratio (T ON / T CYCLE ) of the energization time (T ON ) per hit .
そして、上記電磁ソレノイド弁51、及び、他の電磁ソ
レノイド弁52、53は、第６図に示されるように、制御ユ
ニット78に接続されており、該電磁ソレノイド弁51、5
2、53は、制御ユニット78により、駆動制御されるもの
である。The electromagnetic solenoid valve 51 and the other electromagnetic solenoid valves 52 and 53 are connected to a control unit 78 as shown in FIG.
Drives 2 and 53 are controlled by the control unit 78.
次に、第６図を参照して、油圧回路Ｑの電気制御回路
Ｒについて説明する。Next, the electric control circuit R of the hydraulic circuit Q will be described with reference to FIG.
電気制御回路Ｒは、第１、第２、第３電磁ソレノイド
弁51、52、53をデューティ制御する制御ユニット78を有
している。この制御ユニット78には、運転者の操作によ
るシフト位置（Ｄ、１、２、Ｒ、Ｎ、Ｐ）を検出するシ
フト位置センサ82からのシフト位置信号ａと、プライマ
リ軸22の回転数NPを検出するプライマリ回転数センサ83
からのプライマリプーリ回転数信号ｂと、セカンダリ軸
32の回転数NS（すなわち車速）を検出するセカンダリ回
転数センサ84からのセカンダリプーリ回転数信号ｃと、
エンジンＡのスロットル開度TVOを検出するスロットル
開度センサ85からのスロットル開度信号ｄと、エンジン
ａのエンジン回転数NEを検出する回転数センサ86からの
回転数信号ｅと、トルクコンバータＢにおけるタービン
軸２の回転数NTを検出するタービン回転数センサ87から
のタービン回転数信号ｆと、が入力されている。The electric control circuit R has a control unit 78 for duty-controlling the first, second, and third electromagnetic solenoid valves 51, 52, 53. The control unit 78 includes a shift position signal a from a shift position sensor 82 for detecting a shift position (D, 1, 2, R, N, P) by a driver's operation, and a rotation speed N P of the primary shaft 22. Primary speed sensor 83 for detecting
Pulley rotation speed signal b from the secondary shaft
A secondary pulley rotation speed signal c from a secondary rotation speed sensor 84 for detecting a rotation speed N S (ie, vehicle speed) of 32;
A throttle opening signal d from the throttle opening sensor 85 which detects a throttle opening TVO of the engine A, and the speed signal e from the rotational speed sensor 86 for detecting an engine rotational speed N E of the engine a, torque converter B And a turbine speed signal f from a turbine speed sensor 87 for detecting the speed NT of the turbine shaft 2 at the time of the rotation.
これらの入力された信号ａ、ｂ、ｃ、ｄ、ｅ、ｆに基
づいて、制御ユニット78は、第１、第２、第３電磁ソレ
ノイド弁51、52、53のデューティ比を算出するように構
成されている。Based on these input signals a, b, c, d, e, and f, the control unit 78 calculates the duty ratio of the first, second, and third electromagnetic solenoid valves 51, 52, and 53. It is configured.
制御ユニット78は、第１電磁ソレノイド弁51に関して
は、下式（１）に示されるように、トルクコンバータＢ
からの入力トルクすなわちタービントルクTTに変速比HH
を掛けた値の関数として規定されたライン圧Ｐを達成す
るデューティ比を、第１電磁ソレノイド弁51に出力する
ように設定されている。The control unit 78 controls the torque converter B with respect to the first electromagnetic solenoid valve 51 as shown in the following equation (1).
The input torque namely the turbine torque T T from the gear ratio H H
The duty ratio for achieving the specified line pressure P as a function of the value multiplied by is set to be output to the first electromagnetic solenoid valve 51.
Ｐ＝ｆ（TT×HH） ……（１） ここで、変速比HHは、無段変速機Ｚにおけるセカンダ
リ軸32の回転NSのプライマリ軸22の回転数NPに対する割
合（HH＝NS/NP）としして規定されている。また、ター
ビントルクTTは、エンジンＡからのエンジン出力トルク
TEにトルク比HTを掛けることにより得られるものである
（すなわちTT＝TE×HT）。ここで、エンジントルクT
Eは、エンジン回転数NEとスロットル開度TVOとの関係か
ら規定される値である。 P = f (T T × H H) ...... (1) where the transmission ratio H H is, the ratio of the rotational speed N P of the primary shaft 22 of the rotation N S of the secondary shaft 32 in the continuously variable transmission Z (H H = N S / N P ). Further, the turbine torque T T is the engine output torque from the engine A.
It is obtained by multiplying the torque ratio H T to T E (i.e. T T = T E × H T ). Where the engine torque T
E is a value defined from the relationship between the engine speed N E and the throttle opening TVO.
従って、前記（１）式のライン圧Ｐは、最終的に、下
式（２）として規定されるものである。Therefore, the line pressure P in the above equation (1) is finally defined as the following equation (2).
Ｐ＝ｆ（TE×HT×HH） 次に、第７図に示されるフローチャートを参照して、
制御ユニット78による第１電磁ソレノイド弁51の制御を
説明する。 P = f (T E × H T × H H) Next, with reference to the flowchart shown in FIG. 7,
The control of the first electromagnetic solenoid valve 51 by the control unit 78 will be described.
まず、ステップS10において、シフト位置センサ82か
らの検出信号ａに基づいて、シフト位置を読み込む。ス
テップS12において、ステップS10で読み込まれたシフト
位置を判断し、パーキング位置（Ｐ）またはニュートラ
ル位置（Ｎ）すなわち非走行位置であると判断される場
合には、ステップS14において、無段変速機Ｚのタービ
ントルクTTを０に設定する。First, in step S10, the shift position is read based on the detection signal a from the shift position sensor 82. In step S12, the shift position read in step S10 is determined, and if it is determined that the vehicle is in the parking position (P) or the neutral position (N), that is, in the non-traveling position, in step S14, the continuously variable transmission Z is determined. the turbine torque T T is set to 0.
一方、ステップS12において、シフト位置が、後進位
置（Ｒ）または前進位置（Ｄ、１、２）すなわち走行位
置であると判断される場合には、ステップS16に進み、
ここで、エンジン回転数センサ86からの回転数信号ｅに
よりエンジン回転数NEと、スロットル開度センサ85から
のスロットル開度信号ｄによりスロットル開度TVOと、
を読み込む。ステップS18において、ステップS16で読み
込まれたエンジン回転数NEとスロットル開度TVOから、
第８図に示される相関関係に基づいて、エンジンＡから
のエンジン出力トルクTEを算出する。On the other hand, when it is determined in step S12 that the shift position is the reverse position (R) or the forward position (D, 1, 2), that is, the traveling position, the process proceeds to step S16.
Here, the engine speed N E by the rotational speed signal e from the engine speed sensor 86, a throttle opening TVO by a throttle opening signal d from the throttle opening sensor 85,
Read. In step S18, the engine speed N E and the throttle opening TVO read in the step S16,
Based on the correlation shown in FIG. 8, and calculates an engine output torque T E of the engine A.
ステップS20において、タービン回転数センサ87か
ら、トルクコンバータＢのタービン軸２の検出信号ｆに
より、タービン回転数NTを読み込み、トルクコンバータ
Ｂにおける出力回転数として規定する。ステップS22に
おいて、ステップS20で読み込まれたタービン回転数NT
と、ステップS16で読み込まれたエンジン回転数NE（す
なわちトルクコンバータＢへの入力回転数）と、の割合
から、トルクコンバータＢにおける速度比HS（＝NT/
NE）を算出する。In step S20, the turbine speed NT is read from the turbine speed sensor 87 based on the detection signal f of the turbine shaft 2 of the torque converter B, and is defined as the output speed of the torque converter B. In step S22, the turbine speed read in step S20 N T
From the ratio of the engine speed NE (that is, the input speed to the torque converter B) read in step S16, the speed ratio H S (= N T /
NE ).
ステップS24において、ステップS22で読み込まれたト
ルクコンバータ速度比HSから、第９図に示される相関関
係に基づいて、トルク比HTを算出する。この第９図から
明らかなように、トルク比HTは、速度比HSが０、すなわ
ち、車両の停止状態において、最大の値「２」に設定さ
れ、速度比HSが０から徐々に大きくなるにつれて、
「２」から徐々に減じられる。そして、速度比HSが約0.
8になると、トルク比HTは、「１」にサチュレート（飽
和）し、以後、この「１」に維持されるように設定され
ている。In step S24, the torque converter speed ratio H S read in step S22, based on the correlation shown in FIG. 9, and calculates the torque ratio H T. As is clear from FIG. 9, the torque ratio H T is set to the maximum value “2” when the speed ratio H S is 0, that is, when the vehicle is stopped, and the speed ratio H S gradually increases from 0. As you grow up,
It is gradually reduced from "2". And the speed ratio H S is about 0.
Becomes 8, the torque ratio H T, to saturate (saturation) to "1", thereafter, is set to be maintained in the "1".
ステップS24で算出されたトルク比（HT）から、ステ
ップS26において、無段変速機ＺのタービントルクTTが
算出される。すなわち、このタービントルクTTは、ステ
ップS18において算出されたエンジン出力トルクTEに、
上述したトルク比HTを掛けることにより算出されるもの
である。なお、ステップS14のところで述べられたよう
に、非走行状態においては、このタービントルクTTは０
に設定されている。Torque ratio calculated in step S24 from (H T), in step S26, the turbine torque T T of the continuously variable transmission Z is calculated. That is, this turbine torque T T is added to the engine output torque T E calculated in step S18.
It is those calculated by multiplying the torque ratio H T described above. Note that, as described in step S14, in the non-traveling state, the turbine torque T T is 0.
Is set to
ステップS28において、プライマリ回転数センサ83か
らのプライマリ回転数信号Ｂにより、プライマリ軸22の
回転数NPを読み込み、セカンダリ回転数センサ84からの
セカンダリ回転数信号ｃにより、セカンダリ軸32の回転
数N5を読み込む。ステップS30において、ステップS28で
読み込まれたプライマリ軸22の回転数NP及びセカンダリ
軸32の回転数NSから、変速比HH（＝NS/NP）が算出され
る。In step S28, the rotation speed N P of the primary shaft 22 is read by the primary rotation speed signal B from the primary rotation speed sensor 83, and the rotation speed N of the secondary shaft 32 is read by the secondary rotation speed signal c from the secondary rotation speed sensor 84. Read 5 In step S30, the rotational speed N S of the rotational speed N P and the secondary shaft 32 of the primary shaft 22 read in step S28, the gear ratio H H (= N S / N P) is calculated.
以上のようにしてタービントルクTT及び変速比HHを算
出した後、ステップS32において、これらのタービント
ルクTT及び変速比HHから、第10図に示される相関関係に
基づき、セカンダリ室37に作用する目標セカンダリ圧を
算出する。ステップS34において、この目標セカンダリ
圧をライン圧Ｐとし、ステップS36において、このライ
ン圧Ｐを規定するデューティ比を算出し、ステップS38
において、このデューティ比情報を有する制御信号を、
第１電磁ソレノイド弁51に出力し、これにより、一連の
制御動作を終了する。After calculating the turbine torque T T and the speed change ratio H H As described above, in step S32, these turbine torque T T and the speed change ratio H H, based on the correlation shown in FIG. 10, secondary chamber 37 Is calculated. In step S34, the target secondary pressure is set as the line pressure P, and in step S36, a duty ratio that defines the line pressure P is calculated.
In, the control signal having the duty ratio information,
Output to the first electromagnetic solenoid valve 51, thereby ending a series of control operations.
以上のようにして、無段変速機Ｚに入力されるタービ
ントルク（入力トルク）TTは、トルクコンバータＢにお
けるトルク比HTを加味した状態で、規定されている。こ
の結果、ライン圧Ｐを規定するために基礎となるタービ
ントルクTTは、より実際に無段変速機Ｚに入力されるト
ルクに即した値となる。従って、セカンダリプーリ室37
に供給される油圧を制御するライン圧Ｐは、ベルト20の
伝達トルクに応じて適正に規定された値となり、セカン
ダリプーリ31とベルト20との間に、滑りが発生すること
が確実に防止され、オイルポンプの損失、ベルトの耐久
性等の点で向上されることになる。As described above, the turbine torque (input torque) T T input to the continuously variable transmission Z is defined in consideration of the torque ratio H T in the torque converter B. As a result, the turbine torque T T underlying to define the line pressure P, a value in line with the torque input more actually continuously variable transmission Z. Therefore, the secondary pulley chamber 37
The line pressure P that controls the hydraulic pressure supplied to the belt 20 has a value appropriately defined according to the transmission torque of the belt 20, and slippage between the secondary pulley 31 and the belt 20 is reliably prevented. Thus, the loss of the oil pump, the durability of the belt, and the like are improved.
本発明の実施例による無段変速機の制御装置 第11図には、第２電磁ソレノイド弁52のデューティ比
と変速比制御弁43を制御する切換弁44へのパイロット圧
との関係が示されている（第２、６図も参照）。また、
第12図には、変速比を低レシオ（LOW）から高レシオ（O
/D）にシフトアップした場合に要する時間が示されてい
る。FIG. 11 shows the relationship between the duty ratio of the second electromagnetic solenoid valve 52 and the pilot pressure to the switching valve 44 for controlling the speed ratio control valve 43. (See also FIGS. 2 and 6). Also,
FIG. 12 shows that the gear ratio is changed from a low ratio (LOW) to a high ratio (O).
/ D) shows the time required for shifting up.
第11図において、低レシオ（LOW）から高レシオ（O/
D）にシフトアップする場合に、第２電磁ソレノイド弁5
2のデューティ比を従来の例えば90％から変化させる
と、途中までは、シフトアップに寄与せず、従って、第
12図の時間T1で示されるように、時間遅れが大きい。In FIG. 11, a low ratio (LOW) to a high ratio (O /
When shifting up to D), the second solenoid valve 5
If the duty ratio of 2 is changed from the conventional value of 90%, for example, it does not contribute to the upshift halfway,
As shown in Figure 12 at time T 1, a large time delay.
そこで、本発明の実施例においては、第11図を参照し
て説明すると、低変速比検出手段により低レシオ（LO
W）が検出されたときには、シフトアップに備えて、第
２電磁ソレノイド弁52のデューティ比を、変速比制御弁
43からプライマリ室27にライン圧が供給される直前の臨
界状態Da例えば30％に設定する。それゆえ、シフトアッ
プ時には、変速比制御弁43は、ライン圧を供給する直前
の臨界状態から作動することになるので、変速比制御弁
43を介して、ライン圧は、すぐにプライマリ室27に供給
され、従って、低レシオからのシフトアップ時の応答性
を向上させることができる。このことは、第12図から明
らかであり、実施例による時間遅れT2は、従来の時間遅
れよりT1より小さい。Therefore, in the embodiment of the present invention, referring to FIG. 11, a low ratio (LO
When W) is detected, the duty ratio of the second solenoid valve 52 is changed to the gear ratio control valve in preparation for an upshift.
43 line pressure in the primary chamber 27 is set to a critical state D a for example 30% immediately before being supplied from. Therefore, at the time of upshifting, the gear ratio control valve 43 operates from the critical state immediately before the supply of the line pressure.
Via 43, the line pressure is immediately supplied to the primary chamber 27, thus improving the responsiveness when shifting up from a low ratio. This is apparent from FIG. 12, T 2 delay time according to an exemplary embodiment, T 1 smaller than the conventional time delay.
次に第13図のフローチャートに基づいて、本発明の実
施例による無段変速機の制御装置について説明する。な
お、第13図において、ステップS10〜S32及びS34〜S38に
ついては、前述した第７図のフローチャートと同一であ
るので説明を省略し、新たなステップS33−10〜S33−16
について説明する。Next, a control device for a continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention will be described based on the flowchart of FIG. In FIG. 13, steps S10 to S32 and S34 to S38 are the same as those in the flowchart of FIG. 7 described above, and thus description thereof will be omitted, and new steps S33-10 to S33-16 will be described.
Will be described.
まず、ステップS32に続くステップ33−10において、
制御ユニット78（第６図参照）内に設けられ得るシフト
アップ検出手段によりシフトアップか否かが判断され
る。ステップS33−10において、シフトアップでないと
判断されると、ステップS33−11に進み、制御ユニット7
8（第６図参照）内に設けられ得る低変速比検出手段に
より変速比が低レシオか否かが判断される。ステップS3
3−11において、低レシオでないと判断されると、ステ
ップS34に進む。First, in step 33-10 following step S32,
The shift-up detecting means, which can be provided in the control unit 78 (see FIG. 6), determines whether or not the shift is up. If it is determined in step S33-10 that the upshift is not performed, the process proceeds to step S33-11, where the control unit 7
8 (see FIG. 6), it is determined by a low gear ratio detecting means whether the gear ratio is a low ratio. Step S3
If it is determined in 3-11 that the ratio is not low, the process proceeds to step S34.
一方、ステップS33−11において、低レシオである
と、ステップS33−12に進み、デューティ比Da（30％）
の情報を有する制御信号を第２電磁ソレノイド弁52に出
力してシフトアップに備え（第11図参照）、終了する。On the other hand, if the ratio is low in step S33-11, the process proceeds to step S33-12, where the duty ratio D a (30%)
Is output to the second electromagnetic solenoid valve 52 to prepare for upshifting (see FIG. 11), and the process ends.
また、ステップS33−10において、シフトアップであ
ると判断されると、ステップS33−13に進み、シフト位
置、セカンダリ回転数NS、及びスロットル開度TVOから
目標プライマリ回転数NPOが前記第４図に基づいて算出
され、ステップS33−14において、偏差|NP−NPO|がαよ
り大きいか否かが判断される。ここで、NPはステップS2
8で読み込まれた実際のプライマリ回転数であり、NPOは
ステップS33−13で算出された目標プライマリ回転数で
あり、αは比較のための正の所定値である。If it is determined in step S33-10 that the upshift is performed, the process proceeds to step S33-13, where the target primary rotational speed N PO is calculated based on the shift position, the secondary rotational speed N S , and the throttle opening TVO. is calculated based on the figure, in step S33-14, the deviation | N P -N PO | whether larger α is determined. Where N P is the value of step S2
8 is the actual primary speed read in, N PO is the target primary rotation speed calculated in the step S33-13, α is a predetermined positive value for comparison.
ステップS33−14において、|NP−NPO|＞αでないと判
断されると、ステップS34に進むが、|NP−NPO|＞αであ
ると判断されると、ステップS33−16に進む。ステップS
33−16において、目標セカンダリ圧×K|NP−NPO|が新た
に目標セカンダリ圧にされる。ここで、目標セカンダリ
圧はステップS32で算出されており、Ｋは係数であり、K
|NP−NPO|＞１である。このようにして新たな目標セカ
ンダリ圧が算出された後、ステップS34に進む。In step S33-14, | N P -N PO | Once> alpha judged not, the process proceeds to step S34, | N P -N PO | If it is determined to be> alpha, in step S33-16 move on. Step S
In 33-16, the target secondary pressure × K | N P -N PO | is newly to the target secondary pressure. Here, the target secondary pressure has been calculated in step S32, K is a coefficient, and K
| N P −N PO |> 1. After the new target secondary pressure is calculated in this way, the process proceeds to step S34.
なお、ライン圧を高くすると、オイルポンプ40（第２
図参照）の負荷が大きくなるので、シフトアップ時には
ライン圧を高くするが、シフトダウン時、定常走行時に
は、入力トルクに対応して設定される通常のライン圧に
する。When the line pressure is increased, the oil pump 40 (second
(See the figure), the line pressure is increased at the time of shift-up, but at the time of shift-down and during steady running, the line pressure is set to a normal line pressure set according to the input torque.
「発明の効果」 以上説明したように、本発明によれば、低レシオから
のシフトアップ時の応答性を向上させることができる。“Effects of the Invention” As described above, according to the present invention, it is possible to improve the responsiveness when shifting up from a low ratio.
第１図は、ベルト式無段変速機の構成を概略的に示すス
ケルトン図、 第２図は、第１図に示される無段変速機の油圧回路の構
成を示す回路図、 第３図は、第２図に示される油圧回路に備えられた電磁
ソレノイド弁におけるデューティ比とパイロット圧との
相関関係を示すグラフ図、 第４図は、無段変速機における変速特性を示すグラフ
図、 第５図は、電磁ソレノイド弁の構成を示す断面図、 第６図は、油圧回路の電気制御回路の構成を示す回路
図、 第７図は、制御ユニットによる制御手順を示すフローチ
ャート図、 第８図は、エンジン回転数とスロットル開度とから規定
されるエンジン出力トルクの関係を示すグラフ図、 第９図は、トルクコンバータ速度比とトルク比との関係
を示すグラフ図、 第10図は、速度比とタービントルクとから規定される目
標セカンダリ圧の関係を示すグラフ図、 第11図は、第２電磁ソレノイド弁のデューティ比と変速
比制御弁を制御する切換弁へのパイロット圧との関係を
示すグラフ図、 第12図は、変速比を低レシオから高レシオにシフトアッ
プした場合に要する時間を示すグラフ図、及び、 第13図は、本発明の実施例による無段変速機の制御装置
のフローチャート図である。 Ｚ……無段変速機、 Ａ……エンジン、 Ｂ……トルクコンバータ、 Ｃ……前後進切換機構、 Ｄ……ベルト伝動機構、 Ｅ……減速機構、 Ｆ……差動機構、 Ｑ……油圧回路、 Ｒ……電気制御回路、 20……ベルト、 21……プライマリプーリ、 22……プライマリ軸、 23……固定円錐板、 24……可動円錐板、 27……プライマリ室、 31……セカンダリプーリ、 32……セカンダリ軸、 33……固定円錐板、 34……可動円錐板、 37……セカンダリ室、 40……オイルポンプ、 41……ライン圧調整弁、 42……レデューシング弁、 43……変速比制御弁、 44……切換弁、 51……第１電磁ソレノイド弁、 52……第２電磁ソレノイド弁、 78……制御ユニット。FIG. 1 is a skeleton diagram schematically showing a configuration of a belt-type continuously variable transmission, FIG. 2 is a circuit diagram showing a configuration of a hydraulic circuit of the continuously variable transmission shown in FIG. 1, and FIG. FIG. 4 is a graph showing a correlation between a duty ratio and a pilot pressure in an electromagnetic solenoid valve provided in the hydraulic circuit shown in FIG. 2, FIG. 4 is a graph showing shift characteristics in a continuously variable transmission, FIG. Fig. 6 is a sectional view showing a configuration of an electromagnetic solenoid valve. Fig. 6 is a circuit diagram showing a configuration of an electric control circuit of a hydraulic circuit. Fig. 7 is a flowchart showing a control procedure by a control unit. FIG. 9 is a graph showing the relationship between the engine output torque defined by the engine speed and the throttle opening, FIG. 9 is a graph showing the relationship between the torque converter speed ratio and the torque ratio, and FIG. And turbine torque FIG. 11 is a graph showing a relationship between prescribed target secondary pressures. FIG. 11 is a graph showing a relationship between a duty ratio of a second solenoid valve and a pilot pressure to a switching valve for controlling a speed ratio control valve. FIG. 13 is a graph showing the time required when the gear ratio is shifted from a low ratio to a high ratio, and FIG. 13 is a flowchart of a control device for a continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention. Z: continuously variable transmission, A: engine, B: torque converter, C: forward / backward switching mechanism, D: belt transmission mechanism, E: reduction mechanism, F: differential mechanism, Q: Hydraulic circuit, R ... Electrical control circuit, 20 ... Belt, 21 ... Primary pulley, 22 ... Primary shaft, 23 ... Fixed cone, 24 ... Movable cone, 27 ... Primary chamber, 31 ... Secondary pulley, 32… Secondary shaft, 33… Fixed conical plate, 34 …… Movable conical plate, 37 …… Secondary chamber, 40 …… Oil pump, 41 …… Line pressure adjusting valve, 42 …… Reducing valve, 43 ... gear ratio control valve, 44 ... switching valve, 51 ... first electromagnetic solenoid valve, 52 ... second electromagnetic solenoid valve, 78 ... control unit.
フロントページの続き (56)参考文献 特開 平２−109748（ＪＰ，Ａ) 特開 平２−3745（ＪＰ，Ａ) 特開 昭63−101559（ＪＰ，Ａ) 特開 昭62−160931（ＪＰ，Ａ) 特開 昭63−64836（ＪＰ，Ａ) 特開 昭63−159150（ＪＰ，Ａ) 特開 昭62−4645（ＪＰ，Ａ) 特開 昭63−184529（ＪＰ，Ａ) 特開 昭63−43838（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名) F16H 59/00 - 61/12 F16H 61/16 - 61/24 F16H 63/40 - 63/48 Continuation of the front page (56) References JP-A-2-109748 (JP, A) JP-A-2-3745 (JP, A) JP-A-63-101559 (JP, A) JP-A-62-160931 (JP) JP-A-63-64836 (JP, A) JP-A-63-159150 (JP, A) JP-A-62-4645 (JP, A) JP-A-63-184529 (JP, A) 63-43838 (JP, A) (58) Field surveyed (Int. Cl. 7 , DB name) F16H 59/00-61/12 F16H 61/16-61/24 F16H 63/40-63/48
Claims (1)
と、該プライマリプーリの出力が所定の変速比で伝達さ
れるセカンダリプーリと、を有する無段変速機と、該無
段変速機のプライマリプーリ及びセカンダリプーリの一
方のプーリへのライン圧の供給、排出を制御するデュー
ティ比可変式の電磁ソレノイドを有し、前記無段変速機
の変速比を制御する変速比制御手段と、を備えた無段変
速機の制御装置であって、 前記無段変速機の最低変速比を検出する低変速比検出手
段が設けられ、 前記変速比制御手段は、該低変速比検出手段による前記
最低変速比の検出時に、前記一方のプーリが変速開始直
前の臨界状態となるように前記デューティ比を設定する
ことを特徴とする無段変速機の制御装置。1. A continuously variable transmission having a primary pulley to which an input torque is transmitted, and a secondary pulley to which an output of the primary pulley is transmitted at a predetermined speed ratio, a primary pulley of the continuously variable transmission, A speed ratio control means having a variable duty ratio electromagnetic solenoid for controlling supply and discharge of the line pressure to one pulley of the secondary pulley, and a speed ratio control means for controlling a speed ratio of the continuously variable transmission. A control device for a transmission, comprising: low speed ratio detecting means for detecting a minimum speed ratio of the continuously variable transmission, wherein the speed ratio control means detects the minimum speed ratio by the low speed ratio detecting means. A control device for a continuously variable transmission, wherein the duty ratio is set such that the one pulley is in a critical state immediately before the start of shifting.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP20601289A JP3043765B2 (en) | 1989-08-09 | 1989-08-09 | Control device for continuously variable transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP20601289A JP3043765B2 (en) | 1989-08-09 | 1989-08-09 | Control device for continuously variable transmission |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0369851A JPH0369851A (en) | 1991-03-26 |
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Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP20601289A Expired - Fee Related JP3043765B2 (en) | 1989-08-09 | 1989-08-09 | Control device for continuously variable transmission |
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- 1989-08-09 JP JP20601289A patent/JP3043765B2/en not_active Expired - Fee Related
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